平行轴式电驱动桥以实现驱动汽车前行
根据物流车整体总布置，综合技术、生产、使用要求、经济性等多方面进行分析和评估，给出总体设计方案。沿用传统燃油车底盘，动力系统为后置后驱，电机采用主流的机电集成化布置——电机平行于桥壳，电机、减速器挂接于驱动桥上，如图1所示。电机输出动力经主减速器和差速器传经半轴，再到车轮，以实现驱动汽车前行。
图1 机电集成电动后桥
1 设计分析及结构设计
整体结构包括：桥的承载件（桥壳）、驱动车轮的传动装置（半轴等零部件）、悬挂件、制动系统。动力传递特点：动力输入与后桥输出呈平行分布。因此，如何既能实现这种形式力矩传递，同时又要获得较好nvh水平的减速器，是这款后桥设计的重点。此减速器设计中，圆柱斜齿轮和轴承型号选择也是设计的关键。
根据整车给定速比及电机输入轴至后桥输出轴的距离，减速器采用二级减速，齿轮布置形式如图2所示，输入扭矩通过齿轮轴ⅰ与装于齿轮轴ⅱ上的ⅱ轴齿轮的啮合传递至齿轮轴ⅱ，齿轮轴ⅱ通过与被动齿轮的啮合传至差速器。
图2 减速器齿轮布置
2 零件参数选择及校核
一般来说，在齿轮设计中，如果齿轮参数（齿数z、模数m、螺旋角β、压力角α、齿宽系数φ等）选择不合理，会使齿轮齿面接触疲劳强度不足，可能在使用过程中发生磨损、点蚀、胶合及塑性变形等齿面损伤，引起震动、噪声等不良情况。轴承型号选择不当，会出现早期失效，使用寿命严重下降，造成三包索赔。
减速器各级速比u、轴间距a分配、齿轮参数设计流程，如图3。
图3 设计开发流程
公式中：a为轴间距；d1为小齿轮分度圆直径；mn为法向模数；u为速比；k为载荷系数；t为转矩；φa、φd、φm 为齿宽系数；z1为小齿轮齿数；z2为大齿轮齿数；yfs为复合齿形系数；σfp为齿轮许用弯曲应力；σhp为齿轮许用接触应力；α为压力角；β为螺旋角；σh齿轮接触应力；σf为齿轮弯曲应力；ze为弹性系数；zh为节点区域系数；zε重合度系数；yfa为齿形系数；ysa为载荷作用于齿顶时的应力修正系数；yε为弯曲强度计算时的重合度系数。
2.1 齿轮参数选择及校核
齿数z，当中心距一定时，齿数取多，则重合度增大，改善了传动的平稳性，但是齿数增多则模数减小，齿轮的抗弯强度降低，因此，在满足抗弯强度的条件下，宜取较多的齿数。
一般最少齿数不应产生根切，互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更应注意这点。
模数m=p/π（mn为斜齿轮的法向模数，p为齿距），m越大，则p越大，齿轮就越大，齿轮的抗弯曲能力越高，它是齿轮抗弯能力的重要标志。模数由强度计算或结构设计确定，要求圆整为标准值。我国颁布的齿轮模数的标准系列如表1所示。
表1 标准模数（摘自gb/t1357-2008）
螺旋角β：反映齿轮特征的一个重要参数，β大，则重合度ε增大，则传动平稳，噪音降低，但工作时产生较大的轴向力，轴承载荷就比较大，也会造成壳体尺寸相应增大，同时降低传动效率。β太小，将失去斜齿轮的优点。所以β的大小应根据工作要求和加工精度而定。
基于对市场上部分电动后桥的对比分析和专业齿轮厂家的沟通交流，结合《减速器和变速器设计与选用手册》，在微车及乘用车电动后桥齿轮设计中，一般推荐模数m选择在3.5以内，螺旋角一般选择35°以内，对在 10°～ 30°，压力角 α 一般选择 20°，此外也采用其他齿形角，如 14.5°、16.5°及 22.5°等。
齿宽系数φ：系数取大些，可使中心距及直径d减小，但齿宽越大，载荷沿齿宽分布越不均匀，因此齿宽不宜太大，一般根据公式b=（6.5-8.5）m初选。
在参数选定后，校核齿面接触疲劳强度及齿根弯曲疲劳强度，强度条件为：σh≤ σhp，σf≤ σfp。计算方法按照《机械设计》公式计算。
2.2 轴承选型及校核
多数新能源减速器内部一般选用深沟球轴承。深沟球轴承装配要求不高，即壳体或轴的结构设计相对简单，价格相对低，一般会优先采用。
在不满足使用要求时，也会选择加强型或圆柱滚子轴承。选择该类轴承的优势在于不用考虑其预紧。随着轴承研究的不断深入，一些轴承厂家可以提供有关轴承寿命研究的更多数据，如圆锥滚子轴承预紧量与寿命曲线图，可以指导客户选择合适的手段（如调整垫片）来实现轴承的预紧。
因此，在深沟球轴承无法满足产品设计要求的情况下，有些产品也选择了圆锥滚子轴承。轴承寿命计算一般按照《机械设计》所推荐的方法。
3 masta软件分析
根据齿轮、轴承等部件的详细参数，在msata软件中建立仿真模型。对齿轮强度、轴承寿命二次分析，并通过齿轮强度、齿轮总重合度、齿轮效率及轴承功率损失等各项值对齿形参数进行调整，达到齿轮高强度、低噪音和较高传动效率的要求。由于整车未能提供加载工况，按最大扭矩工况来分析。仿真模型，见图4。
图4 仿真模型
3.1 运用masta软件对比分析齿轮
以二级齿轮传动为例对两组齿轮分析，如表2所示。
表2 两组齿轮强度及重合度对比
在保证轴间距，主减速比不变的情况下，从表2数据对比来看：通过调整齿轮参数，如螺旋角β、齿宽b、齿顶高系数ha、齿根高系数hf等，重合度εγ提高了28.4%，齿轮强度提高了4.5～8.6%，重合度的提高可以改善nvh性能。同时也验证了，近年来国内外汽车变速器厂所提出的“细高齿”齿轮设计，在提高齿轮性能上是非常有效的（备注：①表2中仅体现了齿轮部分参数；②两组齿轮相同参数用“/”代替）。
3.2 运用masta软件对传动效率对比分析
在额定工况（扭矩90 n·m，功率30 kw，转速3 183 r/min）对两组齿轮的传动效率进行对比分析如表3所示。
表3 两组齿轮传动效率对比
根据表2、3，结合iso14179标准的计算公式，可知增大螺旋角β或减少压力角α有利于减少齿轮功率损失，系统效率提高。
4 产品性能试验验证
后桥顺利通过齿轮疲劳试验、道路耐久试验及道路nvh测试，优势明显。具体如下：
4.1 齿轮疲劳试验试验结果
齿轮疲劳寿命均在50万次以上，最高达到100万次。满足《qc/t534汽车驱动桥评价指标》6.2齿轮疲劳评价指标：试验数据遵循对数正态分布（或布尔分布），取其中值疲劳寿命不低于50万次，试验样品中最低寿命不得低于30万次。
4.2 道路nvh测试
采用lms数据采集系统采集车轮后轮的转速，二级齿轮的阶次是76，一级齿轮的阶次是 170。测得汽车加速和滑行时司机右耳噪声：加速工况，二阶齿轮最高59.52 db，一阶齿轮最高44.34 db（见图5）；滑行工况下，二阶齿轮最高51.89 db，一阶齿轮最高37.92 db（见图6）。
由噪音值表现看，该减速器齿轮的设计，分贝值很低且整个噪声曲线（蓝色曲线）非常平稳，尤其是一级齿轮，体现了高重合度齿
图6 滑行工况的噪音曲线
5 结论
该款电动后桥，顺利通过了各项台架试验和道路耐久试验验证，目前已经成功转批产。在此项目中所积累的经验，尤其是齿轮设计、轴承选型及nvh提升的经验，已推广应用于其他同类产品上，且nvh水平得到了顾客的认可。相信在国家大力倡导发展新能源汽车的背景下，此后桥的成功开发将加快某公司电动后桥市场的开拓，也将创造更大的经济效益。
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根据整车给定速比及电机输入轴至后桥输出轴的距离，减速器采用二级减速，齿轮布置形式如图2所示，输入扭矩通过齿轮轴ⅰ与装于齿轮轴ⅱ上的ⅱ轴齿轮的啮合传递至齿轮轴ⅱ，齿轮轴ⅱ通过与被动齿轮的啮合传至差速器。
图2 减速器齿轮布置
2 零件参数选择及校核
一般来说，在齿轮设计中，如果齿轮参数（齿数z、模数m、螺旋角β、压力角α、齿宽系数φ等）选择不合理，会使齿轮齿面接触疲劳强度不足，可能在使用过程中发生磨损、点蚀、胶合及塑性变形等齿面损伤，引起震动、噪声等不良情况。轴承型号选择不当，会出现早期失效，使用寿命严重下降，造成三包索赔。
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图3 设计开发流程
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齿数z，当中心距一定时，齿数取多，则重合度增大，改善了传动的平稳性，但是齿数增多则模数减小，齿轮的抗弯强度降低，因此，在满足抗弯强度的条件下，宜取较多的齿数。
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3.2 运用masta软件对传动效率对比分析
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根据表2、3，结合iso14179标准的计算公式，可知增大螺旋角β或减少压力角α有利于减少齿轮功率损失，系统效率提高。
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齿轮疲劳寿命均在50万次以上，最高达到100万次。满足《qc/t534汽车驱动桥评价指标》6.2齿轮疲劳评价指标：试验数据遵循对数正态分布（或布尔分布），取其中值疲劳寿命不低于50万次，试验样品中最低寿命不得低于30万次。
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由噪音值表现看，该减速器齿轮的设计，分贝值很低且整个噪声曲线（蓝色曲线）非常平稳，尤其是一级齿轮，体现了高重合度齿
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